4.2. Холодильная машина с переохлаждением1 рабочего вещества после конденсатора

Схема и цикл такой ХМ приведен на рис. 4.2.

Введение дополнительного охлаждения жидкого хладагента в охладителе III увеличивает холодопроизводительность ХМ с "переохладителем" q₀ на величину q₀ по сравнению с ХМ без такого охладителя:

,

г де - холодопроизводительность ХМ без "переохладителя".

Рис.4.2. Схема и рабочий цикл ХМ с дополнительным охлаждением конденсата ХА в аппарате III: I – компрессор; II – конденсатор; III – "переохладитель"; IV – дроссель; V – испаритель

Процессы: 1-2 – сжатие в компрессоре; 2-3-3 – охлаждение и конденсация паров ХА в конденсаторе при давлении Р_к; 3-4 – "переохлаждение" конденсата; 4-5 – дросселирование ХА с давления Р_к до Р₀; 5-6 – кипение ХА в испарителе при давлении Р₀.

Чем ниже температура Т₄ тем больше холодопроизводительность ХМ при неизменных энергозатратах в компрессоре, т.е. выше термодинамическая эффективность

Такая схема широко используется в аммиачных ХМ, если есть источник холодной (чаще артезианской, с температурой 9–12C) воды.

Уравнение теплового баланса ХМ: .

4.3. Компрессионная хм с регенеративным охлаждением жидкого хладагента

Схема и цикл такой машины представлена на рис. 4.3.

Рис. 4.3. Принципиальная схема и процесс работы в T, s- и P, i- диаграммах одноступенчатой компрессионной холодильной машины с регенеративным охлаждением жидкого агента:

I – компрессор; II – конденсатор; III – охладитель жидкого агента (переохладитель); IV – дроссель; V – испаритель

Процессы: 1-2 – сжатие в компрессоре; 2-3'-3 – охлаждение и конденсация агента в конденсаторе; 3-4 – "переохлаждение" агента в регенеративном теплообменнике; 4-5 – дросселирование (i₄=i₅); 5-6 – кипение ХА в испарителе; 6-1 – перегрев паров агента на всасывании компрессора

По этой схеме работают практически все одноступенчатые фреоновые холодильные машины с поршневыми компрессорами, в том числе и бытовые холодильники.

Включение регенеративного теплообменника между потоком жидкого агента и потоком пара между испарителем и компрессором увеличивает удельный подвод тепла в испарителе, но одновременно возрастает и удельный расход работы в компрессоре. Поэтому энергетический выигрыш может оказаться небольшим, но существенно возрастает надежность работы компрессора. Перегрев паров ХА на всасывании уменьшает возможность попадания капельной жидкости в полость сжатия и снижает вероятность гидроударов в цилиндре компрессора.

Тепловой баланс регенератора III – q_р=i₃-i₄=i₁-i₆. Теплота регенерации q_р эквивалентна заштрихованным площадкам cg34c и bd16b. Величину перегрева паров в регенераторе t_пп=t₁-t₆ принимают:

при использовании хладонов R12 и R134а – 2040; для R22 – 1020 градусов.

4.4. Основные показатели хм. Параметры одноступенчатых компрессорных хм

Работу компрессорных холодильных машин характеризуют следующие параметры:

а) холодопроизводительность ХМ – это количество теплоты отводимое холодильной машиной от охлаждаемой среды в единицу времени Q₀, кВт.

,

где q₀ – удельная массовая холодопроизводительность ХА, кДж/кг;

G_ХА – массовый расход циркулирующего хладагента в ХМ, кг/с.

Видно, что холодопроизводительность ХМ это по существу производительность холодильного компрессора.

б) степень повышения давления в компрессоре – _к =Р_к/Р₀. В одноступенчатой ХМ эта величина может достигать значений _к=712. Обычно считают, что _к9 и при больших значениях следует переходить к двух- и более ступенчатым машинам. Такая степень повышения давления соответствует разности температур t_к–t₀ =50-55 градусов. При конденсации ХА водой (t_к30 С) минимальная температура получаемого холода соответствует значениям t₀=-20 -25 С.

Бóльшие значения _к ведут к снижению коэффициента подачи компрессора , а главное, к росту температуры ХА за компрессором t₂. (чем больше показатель адиабаты k, тем выше значение температуры t₂). ГОСТ 6492-84 определяет предельно допустимое значение температуры нагнетания  t₂145С. Если она превышает этот предел, то необходимо снижать _к переходом к многоступенчатому сжатию независимо от численного значения _к;

в) затраты энергии на привод компрессора могут быть определены через изоэнтропную (адиабатную) l_ад удельную работу сжатия, кДж/кг. При сжатии паров ХА в компрессоре от Р₀ до Р_к (см., например, рис. 4.3)

l_ад=i_2ад –i₁ или , (4.2)

где V₀, – удельный объем паров ХА на всасывании, м³/кг;

k – показатель адиабаты этих паров.

Тогда внутренняя работа сжатия (в неохлаждаемом компрессоре):

, (4.3)

где _ад – относительный изоэнтропный (адиабатный) КПД компрессора.

Внешняя (эффективная) удельная работа сжатия (энергия затрачиваемая на привод компрессора), кДж/кг:

, (4.4)

где _э.м – электромеханический КПД привода.

Мощность привода, кВт:

,

где G_ХА – массовая производительность компрессора, кг/с;

г) удельный расход энергии на выработку холода. Он определяется отношением:

, (4.5)

где l_е – удельная работа сжатия ХА в цикле, Дж/кг;

q₀– удельная холодопроизводительность цикла ХМ (см. рис.4.3), Дж/кг.

По смыслу  это количество единиц затраченной энергии на выработку единицы холода;

д) холодильный коэффициент. Это обратная величина удельному расходу энергии:

. (4.6)

По смыслу – это количество единиц холода выработанного в ХМ при затрате одной единицы энергии.

Примечание: при расчете теоретических циклов под работой сжатия подразумевают внутреннюю работу, т.е. в формулах для удельного расхода и холодильного коэффициента принимают l_е =l_i.

Удельный расход энергии и холодильный коэффициент не могут быть объективными показателями технического совершенства ХМ, так как они зависят от внешних условий работы ХМ. Эти показатели можно использовать для сравнения только при одинаковых значениях Т₀ и Т_к.

Видно, что чем меньше температурный интервал Т_к-Т₀, тем выше значение холодильного коэффициента, и наоборот;

е) эксергетический КПД  более объективный показатель термодинамического совершенства:

, (4.7)

где Е_вх – эксергия затраченной энергии;

Е_вых – эксергия выработанного холода;

э_х – удельный расход энергии в реальной холодильной машине;

э_н – удельный расход энергии в идеальной ХМ, работающей в тех же внешних условиях что и реальная.

В соответствии с обратным циклом Карно

. (4.8)

Так как в холодильных машинах Т_вТ_о.с (в ТНУ Т_в Т_о.с), то в расчетах можно принимать:

. (4.9)

В качестве низшей температурой цикла Т_н могут быть приняты значения температур ХА  Т₀ и ХН  Т_s, поэтому различают КПД по хладагенту и по хладоносителю.